謝忠輝

東莞市永強(qiáng)汽車有限公司 廣東東莞 523400

1 前言

液罐車是運(yùn)輸或臨時(shí)保存石油化工、農(nóng)業(yè)、食品等行業(yè)生產(chǎn)的液態(tài)貨物的專用車輛，隨著工農(nóng)業(yè)的發(fā)展，其在物流業(yè)中的應(yīng)用越來越廣泛。當(dāng)運(yùn)載易燃、易爆、有毒等液態(tài)貨物時(shí)，車輛緊急制動(dòng)、急轉(zhuǎn)彎、大側(cè)傾等危險(xiǎn)工況下的安全性值得分析與研究。

對(duì)液罐車行駛過程中的安全性問題，王占岐等在1990年時(shí)就對(duì)液罐車的制動(dòng)穩(wěn)定性進(jìn)行了研究[1]，之后張建文對(duì)液罐車在轉(zhuǎn)彎制動(dòng)工況下行駛穩(wěn)定性和橫擺角速度規(guī)律進(jìn)行了研究[2]；陳銘年等分析了車輛急轉(zhuǎn)彎工況條件下車輛穩(wěn)定性[3]；司景萍等對(duì)非滿載液罐車在轉(zhuǎn)彎行駛、側(cè)坡行駛等工況下罐內(nèi)液體質(zhì)心位置以及整車的橫向穩(wěn)定性進(jìn)行了分析[4]；于向陽對(duì)液罐車在隨機(jī)道路激勵(lì)條件下車輛的疲勞安全性進(jìn)行了分析[5]。

正因?yàn)橐汗捃囋谖ｋU(xiǎn)工況下安全性極其重要，且常規(guī)分析方法較難對(duì)具體車型進(jìn)行全面分析，本文針對(duì)某液罐車應(yīng)用ADAMS建立的多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，分析液罐車常規(guī)行駛的制動(dòng)、越野道路隨機(jī)激勵(lì)、蛇行試驗(yàn)的行駛安全性。

2 液罐車的整車多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)建模

2.1 液罐車的結(jié)構(gòu)組成

液罐車主要由底盤、罐體、防護(hù)裝置、管道系統(tǒng)、人孔、行走系統(tǒng)、滅火器、支撐裝置、副車架及扶梯等組成，如圖1所示。罐體及附件通過螺栓或者其他連接方式與底盤連接，底盤對(duì)上裝的作用力與罐體內(nèi)部應(yīng)力綜合對(duì)車輛的穩(wěn)定性有決定性的影響。

在多剛體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)仿真軟件ADAMS/car中以整車前橋中心為原點(diǎn)建立仿真模型，主要參數(shù)如表1所示。

圖1 液罐車結(jié)構(gòu)圖

表1 液罐車基本參數(shù)表

其中動(dòng)力總成、載液罐、罐內(nèi)液體及其他負(fù)載裝置使用點(diǎn)質(zhì)量進(jìn)行等效。

2.2 輪胎模型

本文采用魔術(shù)公式來描述非線性的輪胎附著特性。魔術(shù)公式是通過三角函數(shù)的組合，并基于大量試驗(yàn)數(shù)據(jù)來模擬輪胎非線性特性的，由于擬合參數(shù)較多，模型結(jié)構(gòu)復(fù)雜計(jì)算量大，但可以獲得較高的擬合精度[6]。魔術(shù)公式的基本形式及其參數(shù)配置如下式所示：

式中，y(x)可以是側(cè)向力，也可以是回正力矩或者縱向力，自變量x可以在不同的情況下分別表示輪胎的側(cè)偏角或縱向滑移率；Y為輪胎縱向力或橫向力；X為輪胎的縱向滑移率或橫向滑移率；B為魔術(shù)輪胎公式的剛度系數(shù)；C為形狀系數(shù)；D為峰值系數(shù)；E為曲率系數(shù)；SH為曲線的水平方向漂移；Sy為曲線的垂直方向漂移。

2.3 懸架系統(tǒng)建模

本文采用ADAMS/Chasis中的leafspring模塊中鋼板彈簧多體模型，根據(jù)懸架系統(tǒng)剛度參數(shù)與幾何參數(shù)建立鋼板彈簧多體模型和懸架總成的模型如圖2所示。

圖2 鋼板彈簧懸架模型

3 液罐車制動(dòng)性能仿真分析

根據(jù)GB 7258要求，液罐車的制動(dòng)的初速度為30 km/h。模型中車輛采用開環(huán)控制，車輛以30 km/h的速度勻速運(yùn)動(dòng)，從3.0 s開始，制動(dòng)踏板力線性地從0到700 N（最大制動(dòng)踏板力）。很短時(shí)間內(nèi)，由于緊急制動(dòng)使輪胎發(fā)生變形，制動(dòng)加速度上升到lg，如圖3所示。

圖3 制動(dòng)模擬

由制動(dòng)仿真輸出曲線圖4～6可見，車輛在3.0 s時(shí)開始制動(dòng)，3.1 s左右時(shí)間制動(dòng)器間隙消除。

3.1～3.6 s制動(dòng)減速度急劇增加，由于路面附著力限制，制動(dòng)減速度在3.6 s時(shí)增長到最大值，之后由于車輛的慣性作用達(dá)到平均制動(dòng)減速度約0.5g。

3.0 s至液罐車停止時(shí)，制動(dòng)距離為7.5 m，最大制動(dòng)減速度為0.8g，符合GB 7258強(qiáng)制要求。

圖4 制動(dòng)減速度隨時(shí)間變化

圖5 速度隨時(shí)間變化

圖6 位移隨時(shí)間變化

4 越野道路上行駛平順性能分析

在某些特殊條件下，車輛需通過非鋪裝道路，本車以20 km/h的車速通過D級(jí)道路時(shí)的路面譜來進(jìn)行分析，路面不平度曲線如圖7所示。

圖7 越野路路面不平度曲線

以越野路面不平度曲線為樣本對(duì)整車進(jìn)行隨機(jī)激勵(lì)，得到整車的隨機(jī)響應(yīng)特性曲線，再對(duì)時(shí)域響應(yīng)特性曲線進(jìn)行FFT（快速傅里葉變換）轉(zhuǎn)換為加速度功率譜密度曲線，載液罐的三軸向PSD譜線如圖8所示。

可見，在7～8 Hz時(shí)z軸線方向上有加速度功率譜為0.7 g2/Hz，為車輪共振頻率段，在5～10 Hz范圍內(nèi)輸出能量均較大，在垂直方向上需對(duì)載液罐進(jìn)行隔振處理；在y軸方向上20 Hz時(shí)有一個(gè)較大的峰值，是由整車的側(cè)傾所造成。

5 液罐車的蛇行試驗(yàn)分析

圖8 載液罐的功率譜特性曲線

根據(jù)GB/T 6323.1-2014《汽車操縱穩(wěn)定性試驗(yàn)方法蛇行試驗(yàn)要求》，以50 km/h的行駛車速，以方向盤轉(zhuǎn)角隨時(shí)間變化曲線為正弦信號(hào)輸入對(duì)液罐車整車進(jìn)行蛇形試驗(yàn)，考慮側(cè)向行駛過程中液體側(cè)向沖擊對(duì)行駛穩(wěn)定性能影響較大，本文采用文獻(xiàn)[7]中卜凱的方法，先在fluent中計(jì)算得到的液體沖擊力和液體質(zhì)心位移，再將液體沖擊力加載在載液罐壁面上，質(zhì)心位移以ADAMS中step函數(shù)的形式與液罐車的液體位置相關(guān)聯(lián)，即可得到液罐車質(zhì)心側(cè)偏角以及車身側(cè)傾角速度在有無液體沖擊的時(shí)域曲線圖。

由圖9可見，在有液體側(cè)向沖擊時(shí)，質(zhì)心側(cè)偏角在峰值時(shí)有較大的變化；由圖10可見，有側(cè)向液體沖擊時(shí)車身側(cè)傾角速度變化非常劇烈，尤其是在初始5 s內(nèi)高頻沖擊成分較多，到后期逐漸穩(wěn)定，但峰值仍較無沖擊的高出2倍。

6 結(jié)語

a.本文使用ADAMS軟件建立液罐車的多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，并對(duì)液罐車常規(guī)行駛的制動(dòng)、越野道路隨機(jī)激勵(lì)、蛇行試驗(yàn)工況下分別對(duì)液罐車行駛安全性進(jìn)行計(jì)算與分析。

b.按GB 7258的要求對(duì)制動(dòng)性能進(jìn)行分析，該液罐車制動(dòng)距離為7.5 m，制動(dòng)減速度為0.8g，滿足法規(guī)要求。

圖9 液罐車質(zhì)心側(cè)偏角有無液體沖擊對(duì)比圖

圖10 液罐車車身側(cè)傾角速度有無液體沖擊對(duì)比圖

c.在越野道路行駛時(shí)，垂向加速度功率譜在5～10 Hz輸出能量較大，基本為輪胎共振頻率段，最大峰值為0.7 g2/Hz，垂向方向上載液罐與車輛底盤之間需進(jìn)行隔振處理。在側(cè)向方向上20 Hz時(shí)有車身側(cè)傾造成的一個(gè)峰值，在載液罐的側(cè)向方向上也需進(jìn)行一定的加固處理，以免由于浪涌造成側(cè)向加速度耦合。

d.蛇形試驗(yàn)時(shí)，由于液體側(cè)向沖擊力對(duì)操作穩(wěn)定性影響較大，將液體沖擊力等效加載入系統(tǒng)，可見有液體側(cè)向沖擊的車輛蛇形時(shí)其側(cè)向角加速度變化劇烈，約為無沖擊的2倍，在初始時(shí)刻側(cè)向角加速度高頻變化較大，后期高頻部分基本衰減，對(duì)該種車輛在入彎初期時(shí)側(cè)向加速度不宜過大，駕駛員須謹(jǐn)慎操作。

e.本文裝載危險(xiǎn)品的液罐車的設(shè)計(jì)方法可以為其他危險(xiǎn)車輛的設(shè)計(jì)提供參考，所計(jì)算的動(dòng)態(tài)數(shù)據(jù)可以為危險(xiǎn)車輛的結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)校核設(shè)計(jì)提供依據(jù)。